〔大学论文〕ZXK-7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计（含word文档） .pdf

第 1 章 机床总体布局设计 1.1机床总体尺寸参数的选定 根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下： 工作台宽度长度4001600mm 主轴锥孔724 工作台最大纵向行程300mm 工作台最大横向行程375mm 主轴箱最大垂直行程400mm 主轴转速级数12 级 主轴转速范围301500r/min x、y 轴步进电机130bf001（反应式步进电动机） z 轴步进电动机130bf001（反应式步进电动机） 主电动机的功率4.0kw 主轴电动机转速1440r/min 机床外形尺寸（长宽高m 机床净重500kg 1.2机床主要部件及其运动方式的选定 1.2.1 主运动的实现 因所设计的机床要求能进行立式的钻和铣，垂直方向的行程比较大,因而采 用工作台不动,而主轴箱各轴向摆放为立式的结构布局；为了使主轴箱在数控的 计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳，工作更可靠，主轴箱主要采用液压系 统控制滑移齿轮和离合器变换齿轮的有级变速。 1.2.2 进给运动的实现 本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在 x、y、z 三个 方向上， 进给运动均采用滚珠丝杠螺母副， 其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。 1.2.3 数字控制的实现 采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作 的位置，这一点须根据实际情况而定。 1.2.4 机床其它零部件的选择 考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标 准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。 1.3机床总体布局的确定 根据以上参数及主要部件及其运动方式，则可拟定机床的总体布局图，详 细图纸请参照 1 号 a1 图纸。 第 2 章主传动的设计 2.1议定转速图 2.1.1 确定结构式和结构网式： 1.主传动的确定nmax，nmin和公比的确定： 根据 zjk-7532 的使用说明书，初步定主轴转速范围为 951600rmin， 则 1z nr =1 min max z n n 11 95 1600 1.29(2.1) 由设计手册取标准值得：=1.26。 令min/1600 max r n =， 则min/ 9 . 125 26 . 1 1600 11 1 max min r z n n = (2.2) 则取min/1600min,/125 maxmin rr nn =。 2.确定变速组和传动副数目： 大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式， 为了满足结构设计和操纵方便的 要求，通常采用双联或三联滑移齿轮，因此主轴转速为 12 级的变速系统，总共 需要三个变速组。 3.确定传动顺序方案： 按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12322 12232 12223 从电机到主轴，一般为降速传动。接近电机处的零件，转速较高，从而转矩 较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电机处，则可使小尺寸 的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，这样就节省省材料，经济上就占优势， 且这也符合“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 18=332 的方案为 好，本次设计即采用此方案。 4.确定扩大顺序方案： 传动顺序方案确定以后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求， 根据“前密后疏”的原则，应使扩大顺序和传动顺序一致，通常能得到最佳的结 构式方案，故选用 12 1 3 3 2 6 2 结构式方案。 检查最后扩大组的变速范围： r=800 . 4 26 . 1 6 6)12(23 z z 从上面计算可知：30 3 = z 27 5 = z 则432730 53 =z z 这与要求不符。 但是与都采用了离合器， 使齿轮z4和z8的距离拉大了， 因而在滑移 齿轮在移动过程中不存在相碰的情况， 三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。 2.1.4 传动系统图的拟定： 根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图： 26 48 41 19 44 3333 22 37 27 30 23 33 30 34 24 主电机 2.2 主传动主要零件的强度计算： 2.2.1 电动机的选择 1. 电动机的功率计算 钻头材料选用 w18cr4v,毫米公斤 /80 b 根据加工要求选用钻头直径 d25mm， 则查表得进给量 s0.390.47mm， 根据钻孔切削用量表查得：n377r/min，m=8580nm 则 kw32 . 3 36 . 1 716200 3778580 36 . 1 716200 = mn n(2.3) 2.电动机参数的选择 在选择电动机时，必须使得 p额定p总，根据这个原则，查机械设计手 册选取 y112m-4 型电动机，其基本参数如下（单位为 mm） ： a=190b=140c=70d=28e=60f=8 g=24h=112k=12ab=245ac=230 ad=190hd=265bb=180l=400 2.2.2 齿轮传动的设计计算 由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点， 而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求， 所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿 轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、 接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度， 但 考虑到制造成本，本次设计都选用 7-6-6 的精度。具体设计步骤如下： 1、模数的估算： 按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂， 而且有些系数只有在齿轮各 参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估 算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： w m332 j zn n mm（式中n即为齿轮所传递的功率） （2.4） 齿面点蚀的估算公式： a332 j n n mm（式中n即为齿轮所传递的功率） （2.5） 其中 j n为大齿轮的计算转速，a为齿轮中心距。 由中心距a及齿数 21,z z求出模数： 21 2 zz a mj + =mm(2.6) 根据估算所得 w m和 j m中较大的值，选取相近的标准模数。 前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下： 第一对齿轮副min/1440rnj= w m55 . 1 144024 99 . 0 0 . 4 323 mm a48 . 4 1440 99 . 0 0 . 4 323= mm 15 . 0 3424 48 . 4 2 = + = j mmm 所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为15 . 0 w mmmm 第二对齿轮副min/1002rnj= w m76 . 1 100223 98 . 0 99 . 0 0 . 4 323 2 = mm a98 . 1 1002 98 . 0 99. 00 . 4 323 2 = mm 066 . 0 3723 98 . 1 2 = + = j mmm 所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为066 . 0 w mmmm 第三对齿轮副min/631rnj= w m06 . 2 63122 98 . 0 99 . 0 0 . 4 323 23 = mm a78 . 5 631 98 . 0 99 . 0 0 . 4 323 23 = mm 175 . 0 4422 78 . 5 2 = + = j mmm 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为175 . 0 w mmmm 第四对齿轮副min/315rnj= w m71 . 2 31519 98 . 0 99 . 0 0 . 4 323 34 = mm a22 . 7 315 98 . 0 99 . 0 0 . 4 323 34 = mm 22 . 0 4819 22 . 7 2 = + = j mmm 所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为22 . 0 w mmmm 综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为 轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用， 需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为 1 m=2.5mm，在轴上就取mmm3 2 =。 2、齿轮分度圆直径的计算 根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮 的分度圆直径为： 605 . 224 1 =d855 . 234 2 =d755 . 230 3 =d 755 . 230 4 =d 5 . 675 . 227 5 =d 5 . 825 . 233 6 =d 5 . 575 . 223 7 =d 5 . 925 . 237 8 =d 5 . 825 . 233 9 =d 5 . 825 . 233 10 =d555 . 222 11 =d1105 . 244 12 =d 123341 13 =d78326 14 =d57319 15 =d 144348 16 =d 3、齿轮宽度 b 的确定 齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触 不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取 b=（610）m。本次设计中，取主动 齿轮宽度 b=8m=82.5=20mm(在最后一对齿轮啮合取也取 b=7m20)，则与其啮 合的从动齿轮的宽度一致。而取多联齿轮的宽度 b=8m=82.5=20mm，为了使啮 合更容易和平稳，则与其啮合的从动齿轮的宽度要小一点，取 b=6m62.5 15mm。 4、齿轮其他参数的计算 根据 机械原理 中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定， 齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来， 本次设计中， 这些参数 在此不在一一计算。 5、齿轮结构的设计 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同， 7 级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于 变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精 度高于 7 级，或者淬火后再珩齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。 淬火齿轮，必须才能达到 6 级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 6、齿轮的校核（接触疲劳强度） ： 计算齿轮强度用的载荷系数 k，包括使用系数 a k,动载荷系数 v k,齿 间载荷分配系数 k及齿向载荷分布系数 k，即： k k kkk va = =1.251.071.11.12=1.65(2.7) 查表得： z=0.88 h z=2.5 e z=189.8 h = h z e z z ubd uk 2 1 ) 1(2+ (2.8) 将数据代入得： h 1100mpa 齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其它齿轮也 符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。 2.3 轴的设计计算 2.3.1 各传动轴轴径的估算 滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的， 而且轴的设计是在初步计算轴径的 基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估 算。 3 0 n p ad mm(2.9) 对于空心轴，则 mm3 4 0 )-n(1 p ad (2.10) 式中，p轴传递的功率，kw； n轴的计算转速，r/min； 0 a其经验值见表 15-3； 取的值为 0.5。 （1） 、计算各传动轴传递的功率 p 根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率 kwnd0 . 4=各传动轴传递的功率可按下式计算： = d np(2.11) 电机到传动轴之间传动效率； 由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，则各轴传递 的功率为： 1 =0.96 ， 2 =0.93 ， 3 =0.904 4 =0.877 所以，各传动轴传递的功率分别为： kwnp d 842 . 3 98 . 0 99 . 0 99 . 0 0 . 4 11 = kwpp728 . 3 99 . 0 98. 0842 . 3 212 = kwpp616 . 3 99 . 0 98 . 0 728 . 3 323 = =99 . 0 98. 0616. 3 434 pp3.509kw (2)估算各轴的最小直径 本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主 轴的材料为 40cr，其它各轴的材料均选择 45 钢，取 a0 值为 115，各轴的计算转 速由转速图得出： n1j=1002r/min,n2j=631r/min,n3j=315r/min,n4j=250r/min, 所以各轴的最小直径为： mmd 8 . 16 1002 842 . 3 115 3 1 = mmd 8 . 20 631 728 . 3 115 3 2 = mmd 9 . 25 315 616 . 3 115 3 3 = mmd 7 . 27 250 509 . 3 115 3 4 = 在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强 度，应将轴的最小直径增大 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径 为： min d=18mm, min d=23mm, min d=34mm, min d=46mm 2.3.2 各轴段长度值的确定 各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则： （1） 、应满足轴承及齿轮的定位要求； （2） 、应满足滑移齿轮安全滑移的要求； 2.3.3 轴的刚度与强度校核 根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须 进行刚度校核。在此选择第根轴进行强度校核。 （1） 、第三根轴的强度校核 1)、轴的受力分析及受力简图 由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过齿轮传递过来，而 后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴。 其两端通过一对角接触球轴承将 力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以 忽略不计。所以只要校核其在 xz 平面及 yz 平面的受力。轴所受载荷是从轴上 零件传来的，计算是，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷 分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常 把轴当作铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。 其 受力简图如下： 在 xz 平面内： r2ft2 ft1 r1 d c b a b=25 l=450 a=110 在 yz 平面内： t2 t1 a=110 l=450 b=25 a b c d r1 fr1 fr2r2 2） 、作出轴的弯矩图 根据上述简图，分别按 xz 平面及 yz 平面计算各力产生的弯矩，并按计算结 果分别作出两个平面的上的弯矩图。 在 xz 平面内，根据力的平衡原理可得： r1+r2+ft2=ft1(2.12) 将各个力对 r1 取矩可得： ft1a=ft2（l-b）+r2l(2.13) ft1=2p/d7(2.14) ft2=2p/d11(2.15) 由以上两式可解出： r1=ft1（l-a）/l-ft2b/l(2.16) r2=ft1a/l-f2xz+ft2b/l(2.17) 由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用 x 来表示所选截面距 r1 的距离，则每段的弯矩方程为： 在 ab 段：m=r1x（ax0） 在 bc 段：m=r1（a+x）-ft1x（l-bxa） 在 cd 段：m=r2（l-x）（lxl-b） 则该轴在 xz 平面内的弯矩图为： d c b a x m 同理可得在 yz 平面内的弯矩图为： m x a b c d 3)、作出轴的扭矩图 由受力分析及受力简图可知，该轴只在 yz 平面内存在扭矩。其扭矩大小为： t1=ft1 r7t2=ft2 r11(2.18) 则扭矩图为： x t 4） 、作出总的弯矩图 由以上求得的在 xz、yz 平面的弯矩图，根据 m= 22 yzxz mm+可得总的弯矩 图为： d c b a x m 5） 、作出计算弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式 mca= 22 )(tm+求出计算弯 矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数， 因 通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力， 而扭矩所产生的扭转切应力则 常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的 影响。即当扭转切应力为静应力时，取0.3；扭转切应力为脉动循环变应力 时，取0.6；若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取=1。应本次设计 中扭转切应力为静应力，所以取0.3，则计算弯矩图为： m x a b c d 6） 、校核轴的强度 选择轴的材料为 45 钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲 应力为 60mp，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 b 的作用点上，由于该作 用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为： w= d 4+（d-d） （d+d）2zb/32d (2.19) 其中 z 为花键的数目，在本次设计中，z=6，d=28mm，d=23mm， b=6mm 所以其截面的惯性矩为 w=524.38mm 3 根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力： ft=2t1/d1fr=fttg(2.20) 其中 t1 为小齿轮传递的扭矩，nmm；为啮合角，对标准齿轮，取=20 ； 而 ft 与 fr 分别对应与 xz 平面及 yz 平面的力。各段轴的长度可从 2 号 a0 图中 得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：mca=25014.22nm， 则该轴危险截面所受的弯曲应力为：ca=25014.22/524.3847.7mp60mp，所 以该轴的强度满足要求。 （2） 、主轴的刚度校核 1） 、主轴材料的选择 考虑到主轴的刚度和强度，选择主轴的材料为 40cr，并经过调质处理； 2） 、主轴结构的确定 主轴直径的选择 根据机床主电机功率来确定 1 d(参考金属切削机床 （下）的 154 页)： p4kw，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床 可取mmd7060 1 = 主轴内孔直径 44 4 44 00 1)(1 64/ 64/ )( = = d d d dd i i k k (2.21) 其中 0 k， 0 i-空心主轴的刚度和截面惯性矩 k,i -实心主轴的刚度和截面惯性矩 当7 . 0则主轴的刚度急剧下降，故取0.7 主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定， 主轴的具体结构已在三维图上表达清楚，在此不在绘出。 其中：832.69 1 =dd=31.750 0 . 54 2 =d d1814 1= dl=73 3） 、主轴的刚度验算 轴的变形和允许值 轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（y 和）应该小于弯曲变形的许用值 和y 即 y y 轴的类型 y（mm） 变形部位 （rad） 一般传动轴4.00030.0005l装向心轴承处0.0025 刚度的要求较 高 -0.0002l装齿轮处0.001 安装齿轮轴（0.010.00）m装单列圆锥滚子轴 承 0.006 其中：l 表跨距，m 表模数 轴的变形计算公式 计算轴本身弯曲变形产生的绕度 y 及倾角时， 一般常将轴简化为集中载荷 下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不 高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直 d 来计算，计算花键时同样选择用平 均直径 圆轴：d i di =(2.22) 惯性矩：i= 64 4 i d (2.23) 矩形花键轴： d1= 2 dd+ (2.24) i d 64 42 =(2.25) 惯性矩： 64 )(6 24 ddddzd i + = (2.26) 轴的分解和变形合成 对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形 公式求出所求截面的两个垂直平面的和 y。然后进行叠加，在同以平面内的可 进行代数叠加，在两平面内的按几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角 危险工作面的判断 验算刚度时应选择最危险的工作条件进行， 一般时轴的计算转速低传动齿轮 的直径小，且位于轴的中央时，轴受力将使总变形剧烈，如对：二、三种工作条 件难以判断那一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值和 y。 5提高轴刚度的一些措施 加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，重新安排齿轮在轴上 的位置改变轴的布置方位等。 轴的校核计算 轴的计算简图在 xz 平面内： f1 f2 r2 r1 同理可得在 yz 平面内的受力图，在此不在画出。 主轴的传动功率： p主= 46 9 . 099 . 0 4=3.513kw(2.27) 主轴转矩：t主= 250 513 . 3 10500 . 9 6 =156900mmn(2.28) 支点上的力：n d ftb 8 . 2614 30 10569 . 1 2 1 t 2 5 = = 主 (2.29) n d ftc2092 35 10569 . 1 2 1 t 2 5 = = 主 (2.30) 根据弯矩平衡： 0)408623()329623(623=+ tbtche ffr(2.31) 求得：rhe=-84.9 根据力得平衡：nrha 7 . 607= 则弯矩图为： m x 2）垂直平面得弯矩图： tgff tbrb =951.71n(2.32) tgff rcrc =761.4n(2.33) 根据平面内得弯矩平衡有： 0)408623()329623(623=+ rbrcne ffr(2.34) nrne 6 . 88= 再根据力得平衡：nrna71.101= 则可得 b、c 点得弯矩图： m x 在 b 点和 c 点为最危险截面，要满足要求，b、c 点满足即可，在 b、c 截面得弯 矩为： 22 bvbhb mmm+= =803403.1n(2.35) 22 cvchc mmm+= =675702.3 n(2.36) 扭矩图为： t x 经分析可知 b 所在得位置为最危险截面，只要 b 满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩 2 )2( b bcb tmm+= (2.37) =862517.2 n 轴得抗弯截面系数为： 3 4 7 . 145983 8032 1081402040694400 32 )( mm d zbddddd w = + = + = (2.38) = w mca ca 53.96 1 (2.39) 故满足第三强度理论 刚度验算： 在水平面内， tb f 单独作用时： ei blpb fc 48 )43( 1 22 =(2.40) = i 5 22 101 . 248 )21546233(5 . 2 8 . 2614 =-0.02598mm 其中 i= 32 )( 44 dd =2747500(2.41) 在 tc f单独作用下： ei blpb fc 48 )43( 22 2 =(2.42) = i 5 22 101 . 248 )42946233(2942092 =-0.0182mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 00778 . 0 12 =(2.43) 在垂直面内有(在 rb f单独作用时) ei blpb fc 48 )43( 1 22 =(2.44) = i 5 22 101 . 248 )21546233(15 . 2 71.951 =-0.0072mm 其中 i= 32 )( 44 dd =2747500(2.45) 在 rc f单独作用下： ei blpb fc 48 )43( 22 2 =(2.46) = i 5 22 101 . 248 )29446233(294 4 . 761 =-0.0182mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 0006 . 0 12 =(2.47) 故在 rctcrbtb ffff、共同作用下，xl 2 1 =处为危险截面，其最大绕度为 mmfff ccc 0078031 . 0 2 2 = =(2.48) 而一般的刚度 ly)0005 . 0 0003 . 0 (= =0.210.35mm 故 yfc符合刚度要求，其转角就不验算了。 1）下面校核由传到主轴时的强度，刚度，校核， 主轴的传动功率：p主= 6 97 . 0 96 . 0 5 . 7=5.9974kw(2.49) 主轴转矩： t主= 50 9974 . 5 10500 . 9 6 =143188nmm(2.50) 支点上的力：n d ftb 5 . 2386 120 1431882 1 t 2= = 主 (2.51) n d ftc 8 . 1376 150 1431882 1 t 2= = 主 (2.52) 根据弯矩平衡： 0215 5 . 483623=+ tbtdhe ffr(2.53) 求得：rhe=-244.9n 根据力得平衡：nrha 6 . 1254= 2）垂直平面得弯矩： tgff tbrb =868.6n(2.54) tgff rcrc =501.1 n(2.55) 根据平面内得弯矩平衡有： 0215 5 . 483623=+ rbrdne ffr(2.56) nrne 1 . 89= 再根据力得平衡：nrna 4 . 278= 则可得 b、c 点得弯矩图： 在 b 点和 c 点为最危险截面，要满足要求，b、c 点满足即可，在 b、c 截面 得弯矩为： 22 bvbhb mmm+= =110489.6n(2.57) 22 cvchc mmm+= =708402.5 n(2.58) 扭矩图为： 经分析可知 b 所在得位置为最危险截面，只要 b 满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩 2 )2( b bcb tmm+= =942100 n(2.59) 轴得抗弯截面系数为： 3 4 7 . 145983 8032 1081402040694400 32 )( mm d zbddddd w = + = + = (2.60) w mca ca =58.94 1 (2.61) 故满足第三强度理论 刚度验算： 在水平面内， tb f 单独作用时： ei blpb fc 48 )43( 1 22 =(2.62) = i 5 22 101 . 248 )21546233(215 5 . 2386 =-0.018147mm 其中 i= 32 )( 44 dd =2747500(2.63) 在 tc f单独作用下： ei blpb fc 48 )43( 22 2 =(2.64) = i 5 22 101 . 248 ) 5 . 48346233( 5 . 483 8 . 1376 =-0.00551mm 在两力的共同作用下： mmfff ccc 01264 . 0 12 =(2.65) 在垂直面内有(在 rb f单独作用时) ei blpb fc 48 )43( 1 22 =(2.66) = i 5 22 101 . 248 )21546233(215 6 . 868 =-0.0066mm 其中 i= 32 )( 44 dd =2747500(2.67) 在 rc f单独作用下： ei blpb fc 48 )43( 22 2 =(2.68) = i 5 22 101 . 248 ) 5 . 48346233( 5 . 483 1 . 501 =-0.001515mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 00848 . 0 12 =(2.69) 故在 rctcrbtb ffff、共同作用下，xl 2 1 =处为危险截面，其最大绕度为 mmfff ccc 01264 . 0 2 2 = =(2.70) 而一般的刚度 ly)0005 . 0 0003 . 0 (=0.210.35mm 故 yfc符合刚度要求，其转角就不验算了。 2.4 离合器的选用 离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有： 接 合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有 足够的散热能力；操作方便省力。离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦 式。根据设计要求，我选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值dd)32( 1 =； dd)5 . 25 . 1 ( 2 =。 第 3 章进给系统的设计计算 3.1 垂直进给系统的设计计算 假定主轴箱的重量：w=100kgf=1009.8=980n z 轴的行程为：400mm 垂直脉冲当量：0.01mm 预选滚珠丝杠基本导程： 0 l=10mm 步距角：=75 . 0 b 快速进给速度： max v=2.0m/min 3.1.1 脉冲当量和传动比的确定 、传动比的选定 对于步进电机，当脉冲当量 确定，并且滚珠丝杆导程 0 l和步进电机步距 角 b 都已初步选定后，则可用下式来计算该轴伺服传动系统的传动比： 08 . 2 6 . 3 5 . 7 01 . 0 360 1075 . 0 360 0 = p bl i (3.1) 、计算转动惯量 初选步进电机的型号为 130bf001 则查表查出电机转子转动惯量 d j40.06 25 m10kg 对于轴，轴承，齿轮，联轴节，丝杆等圆柱体的转动惯量公式为： 8 2 dm j c =)cm( 2 kg(3.2) 对于钢材，材料密度为 3 108 . 7 )cm/( 3 kg，则有 34 1078 . 0 =ldj)cm( 2 kg(3.3) 从资料定出齿轮副为： 23 1 =z96 2 =zm1.5 mmb=20mm 则： 齿轮转动惯量： 33434 1 10 7 . 584100 . 24 . 478 . 0 1078 . 0 =ldj)cm( 2 kg 5 1085 . 5 2 mkg(3.4) 33434 2 10 8 . 13249100 . 26 . 978 . 0 1078 . 0 =ldj)cm( 2 kg 5 10 5 . 132 2 mkg(3.5) 滚珠丝杆转动惯量折算： 33434 10 4 . 115811058478 . 0 1078 . 0 =ldjs)cm( 2 kg 5 10 8 . 115 2 mkg(3.6) 工作台质量折算： 53 . 2 100) 2 0 . 1 () 2 ( 220 = m l j g )cm( 2 kg 5 10 3 . 25 2 mkg(3.7) 传动系统等效转动惯量计算： 2 21 / )(ijjjjjj gsd += 2555 17 . 4 /10 3 . 25 8 . 115 5 . 1321085 . 5 1006.40 ）（ 5 1064.61 2 mkg6.16 2 cmkg(3.8) 、工作载荷分析及计算 普通麻花钻每一切刃都产生切向切削抗力 z f,径向切削抗力 y f与轴向切削 抗力 x f。当左，右切削刃对称时，径向抗力 y f相互平衡。切向抗力 z f形成钻削 扭矩 m，它消耗了切削功率 m p。所有切削刃上轴向抗力 x f之和形成了钻头上的 轴向力 x ff=。 钻削时安装工件的工作台是静止的，不作纵，横向进给运动，因此钻削时工 作台载荷主要是垂直进给方向载荷 v f，其大小与钻削轴向力 f 相同，方向相反。 当钻削工作台不作垂直进给时， v f是工作台的静压垂直载荷；当工作台作垂直 进给时， v f是工作台垂直进给抗力。 钻头直径mmd25 0 =，取进给量 f0.36mm/r 则查表得到高速钢钻头钻孔时的轴向力 f7330n。 3.1.2 滚珠丝杠设计计算 滚珠丝杠副已经标准化， 因此， 滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。 1）计算作用在丝杠上的最大动负荷c 首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力， 计算出丝杠的轴向载荷， 再根据要求的寿命值计算出丝杠副应能承受的最大动载荷 c： c= 3 l m f m f(3.9) 式中 m f运转状态系数， 一般运转取 1.21.5， 有冲击的运转取 1.52.5； m f滚珠丝杠工作载荷（n） ； l工作寿命，单位为 10 6r， l可按下式计算 l= 6 10 60nt (3.10) 式中n滚珠丝杠的转速（r/min） ； t使用寿命时间（h） ，数控机床t取 15000h。 钻铣床主轴燕尾导轨滚珠丝杆副驱动时滚珠丝杆的工作载荷： 2 2 d m fffm+=(3.11) 式中 f切削时的轴向切削抗力； f轴套和轴架以及主轴键上的摩擦系数f0.15； m主轴上的扭矩； 2 d主轴直径； 则 m f=n8087 4 . 3 85802 15 . 0 7330 +(3.12) 1000=n 0 lv(3.13) 其中v为最大切削力条件下的进给速度（minm） ，可取最高进给速度的 2131； 0 l为丝杠基本导程（mm） ，计算时，可初选一数值，等刚度验算后 再确定； 则min/ 7 . 66 10 3 1 21000 rn =(3.14) t为额定使用寿命（h） ，可取t15000h; 则l 6 1015000 7 . 666060.03 万转(3.15) 根据工作负载 m f、寿命l，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取 m f 1.2，则： c= 3 l m f m f80872 . 103.60 3 37997.8n(3.16) 由c查 机床设计手册 ， 选择丝杠的型号。 选择滚珠丝杠的直径为 40mm， 型号为 cdm4010-5-p4,其额定动载荷是 53411n，强度足够用。 2） 效率计算根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率为 () tg tg (3.17) 式中螺纹的螺旋升角，该丝杠为 541； 摩擦角约等于 10。 则 ()01415 415 = tg tg 0.971 (3.18) 3） 刚度验算 .丝杆的拉压变形量 1 滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程 0 l发生变化，因 滚珠丝杠受扭时引起的导程变化量很小，可忽略不计，故工作负载引起的导程变 化量 lcm ea lfm 0 =(3.19) 式中e弹性模数，对钢， 26 10 6 . 20cmne=； f滚珠丝杠截面积（ 2 cm） （按丝杠螺纹底径确定） 2 1 4 da = 4 22 6 . 32mm834.7 2 mm(3.20) “”用于拉伸时， “”用于压缩时。 则lmmmm 4 5 10703 . 4 7 . 8341006 . 2 108087 = =(3.21) 则丝杆的拉伸或压缩变形量 1 mml l l 2 4 0 0 1 10408 . 0 580 10 10703 . 4 = =(3.22) .滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2 该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杆的长度 无关。当丝杆在工作时有预紧时，其计算公式为： 3 2 2 0013 . 0 = zfd f yjw m (3.23) 式中 w d滚珠直径； z滚珠总数量 zz圈数列数； z一圈的滚珠数，z= wm dd/(外循环)， ，z=（ wm dd/）3 （内循环） ； m d滚珠丝杆的公称直径； yj f预紧力； m f滚珠丝杆工作载荷； nffy2737882133 3 1 3 1 max =(3.24) z= wm dd/=40/5.95321.11(3.25) 则 zz圈数列数21.112.5273.88(3.26) 又滚珠丝杆的预紧力为轴向工作载荷的 1/3， 2 值可减小一半，因而 mm012 . 0 2 1 2 2 =(3.27) .支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形 3 在垂直进给运动中采用角接触球轴承，其计算公式为： 3 2 2 3 0024 . 0 qq m zd f =(3.28) 式中 m f轴承所受轴向载荷； q z轴承的滚动休数目； q d轴承滚动体直径； 工作载荷kgfffm 2 . 825 3 1 max =(3.29) 滚珠丝杆的滚动体数量19 1 = q q d d z ，滚动体直径mmdq953 . 5 = 则mm zd f qq m 016 . 0 19953 . 5 2 . 825 0024 . 0 0024 . 0 3 2 2 3 2 2 3 =(3.30) 因为有预紧力，故实际变形量mm008 . 0 2 1 3 3 =(3.31) 根据以上的计算，则总变形量为： mm02408. 0008 . 0 012 . 0 00408 . 0 3 2 1 =+=+=(3.32) 四级精度丝杆允许的螺距误差为 25m，故刚度足够。 4） 、压杆稳定的校核 滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向力工作负荷过大，将使丝杆失 去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷 k f为： k f= z f 2 ei/l 2(n) (3.33) 式中：e 为丝杆的弹性模量，对于钢，e=20.610 4， i 为截面惯性矩，i=d1 4/64，(d 1为丝杆底径), l 为丝杆最大工作长度， z f为丝杆支承方式系数. i=32.6 4/64=55442.2 (3.34) 对于一端固定一端自由的情况 z f=0.25 k f= 2 0.2520.610 4 55442.2/580 2 =8.3810 4 临界载荷 k f与丝杆工作载荷 m f之比称为稳定性安全系数 k n，如果大于许用 稳定性安全系数 k n，则该滚珠丝杆不会失稳。一般取 k n=2.5-4。 k n=8.3810 4/808710.4 k n(3.35) 压杆稳定 3.1.3 步进电机的选择 （1） 、负载转矩计算及最大静转矩选择 min/833 360005 . 0 75 . 0 2000 360 max max r v n b = = (3.36) 又16 . 6 = j 2 cmkgt0.03s 则折算到电动机轴上的总加速力矩为： cmn t n jm nax a = = 1 . 17910 03. 060 8332 16 . 6 10 6